Institut International d’Ingénierie Rue de la Science - 01 BP 594 - Ouagadougou 01 - BURKINA FASO

Tél. : (+226) 50. 49. 28. 00 - Fax : (+226) 50. 49. 28. 01 - Mail : 2ie@2ie-edu.org - www.2ie-edu.org

AUGMENTATION DE L’EFFICACITE DE LA

TURBINE A GAZ DE LA NIGELEC EN UTILISANT UN

SYSTEME DE REFROIDISSEMENT D’AIR

D’ADMISSION

MEMOIRE POUR L’OBTENTION DU

MASTER EN INGENIERIE DE L’EAU ET DE L’ENVIRONNEMENT OPTION : Electricité

------------------------------------------------------------------

Présenté et soutenu publiquement le [27 juin 2016] par

Aboubacar Nomao MAMAN TOUKOUR

Travaux dirigés par : Dr. N’TSOUKPOE Kokouvi Edem

Laboratoire Énergie Solaire

et Économie d’Énergie (LESEE)-2iE

HAMADOU Hassane

Chef site central Niamey II Jury d’évaluation du stage :

Président : Dr. SIDIBE Sayon

Membres et correcteurs : Dr ; SIDIBE Sayon

Dr. N’TSOUKPOE Kokouvi Edem

M. SESHIE Yao Manu

Promotion [2014/2015]

i

REMERCIEMENTS

Je souhaite, tout d'abord, remercier chaleureusement le Professeur N’TSOUKPOE

Kokouvi Edem pour avoir accepté d’être l’encadrant de ce travail. Ses remarques et

suggestions pertinentes ont permis d’améliorer très significativement le présent mémoire.

Je tiens également à remercier HAMADOU Hassane, chef site de la centrale Niamey II,

de m’avoir permis d’effectuer des prises d’information au sein de la centrale Niamey II. Je

souhaite également exprimer ma gratitude au personnel de la centrale de Goudel pour leur

assistance tout au long de mon stage.

Comment oublier tous mes collègues stagiaires à la NIGELEC, Ismaël, Sani, Kader,

Rachida. J’ai passé d’excellents moments avec vous et j’espère retrouver un jour un

environnement de travail aussi agréable !

Je remercie également mes amis et les collègues du 2ie. Nous pouvons être fiers de

notre promotion. Merci aussi à Rabi pour son soutien et qui a toujours cru en moi.

Enfin, je ne sais comment remercier mes parents pour leur soutien inestimable. Ce

travail j’espère fera leur fierté. Je souhaite également remercier mes frères et sœurs pour leur

aide.

ii

RESUME

La turbine à gaz de la NIGELEC est confrontée à une baisse de la production de

puissance en période de chaleur. Cette baisse de puissance a pour conséquence l’augmentation

de la consommation spécifique qui passe de 0,36 kg·kWh-1

à 0,42 kg·kWh-1

en moyenne dans

les conditions climatiques les plus rudes (Températures moyennes maximales: 42 °C).

L’élévation de la température de l’air ambiant modifie donc le processus de fonctionnement

de la turbine de façon plus ou moins significative. En procédant par une approche numérique

modélisant la turbine à gaz via l’outil Matlab dans les conditions standards (température :

15 °C, pression atmosphérique 1,013 bar, humidité 60 %), un modèle de turbine a été élaborer

avec une production de 16,98 MW de puissance mécanique. Ce modèle de la turbine a permis

de constater que pour chaque hausse d’1 °C, la puissance de la turbine diminue de 2 %. Sur la

base de ce modèle, un refroidisseur évaporatif d’air d’admission de la turbine est

économiquement évalué. Le refroidisseur assurant un refroidissement spontané minimum de

5 °C et un maximum de 10 °C, permet un surplus de production d’énergie annuelle de

516 MWh et 435 MWh sur la base des données statistiques de 2015 et 2014 de la turbine. En

somme durant 8 mois sur 12, le dispositif de refroidissement peut améliorer les performances

de la turbine. Le coût de la réalisation s’élève à 90 565 000 FCFA avec une période

d’amortissement de 2 ans sur la base du prix de l’eau et de l’électricité de la région.

Mots clés : turbine à gaz, air d’admission, conditions ambiantes, refroidissement évaporatif,

puissance de sortie

iii

ABSTRACT

The NIGELEC gas turbine is facing a decline in production of power during hot

weather. This decrease in power results in increased of specific fuel consumption, which rose

from 0.36 kg·kWh-1

at 0.42 kg·kWh-1

, on average in the harshest climatic conditions (average

maximum temperature: 42 °C). Raising the temperature of ambient air thus modifies the

operation process of the turbine more or less significantly. The numerical modeling approach

of the gas turbine on Matlab in standards conditions (temperature:15 °C, air

pressure:1,013 bar, humidity:60 %) and the measurements were used to validate the

mathematical of the turbine model with 16.98 MW mechanical power and found that for

every increase of 1 °C, the power of turbine decreases of 2 %. Based on this model, an

evaporative cooling device of inlet air for the turbine is evaluated. Under the climatic

conditions of the turbine site, the evaporative cooler ensuring 5 °C minimum cooling and a

maximum of 10 °C , allow 516 MWh and 435 MWh surplus of energy based on the statistics

of 2015 and 2014. In sum, for 8 months out of 12, the evaporative cooler can improve the

performance of the turbine, particularly during the heat period. The cost of realization of this

project rises to 90 565 000 FCFA. The amortization period of the cooling system is 2 year on

the basis price of water and electricity in the region.

Keywords: gas turbine, inlet air, climatic conditions, evaporative cooler, output power

iv

SOMMAIRE

REMERCIEMENTS ............................................................................................................... i

RESUME ................................................................................................................................ ii

ABSTRACT .......................................................................................................................... iii

LISTE DES TABLEAUX ..................................................................................................... vi

LISTE DES FIGURES ......................................................................................................... vii

LISTE DES ABREVIATIONS ........................................................................................... viii

I. INTRODUCTION ............................................................................................................ 1

I.1 Contexte et enjeu ......................................................................................................... 1

I.2 Présentation de la structure d’accueil .......................................................................... 2

I.2.1 Capacité de production ........................................................................................... 3

I.2.2 Perspectives d’avenir .............................................................................................. 3

I.3 Objet de l’étude ........................................................................................................... 4

I.4 Organisation de l’étude ................................................................................................ 4

II. GENERALITES SUR LES TURBINES A GAZ .......................................................... 5

II.1 Principe de fonctionnement ......................................................................................... 5

II.2 Cycle turbine à gaz ...................................................................................................... 6

II.2.1 Cycle idéal de Brayton ......................................................................................... 6

II.2.2 Cycle réel .............................................................................................................. 7

II.3 Technologie de turbine à gaz ....................................................................................... 7

II.3.1 Turbine à un seul arbre ......................................................................................... 7

II.3.2 Turbine à deux arbres ........................................................................................... 7

III. REVUE BIBLIOGRAPHIQUE SYSTEME DE REFROIDISSEMENT D’AIR

D’ADMISSION DU COMPRESSEUR .................................................................................. 8

III.1 Refroidissement par évaporation ............................................................................ 8

III.2 Refroidissement indirect (Chiller) .......................................................................... 9

IV. ENVIRONNEMENT DE LA TURBINE A GAZ ........................................................ 11

V. TURBINE A GAZ GT35 DE LA NIGELEC ............................................................... 12

V.1 Rendement des turbines à gaz ................................................................................... 12

V.2 Analyse des données de la turbine à gaz GT35 ......................................................... 13

V.3 Caractéristiques turbine GT 35 .................................................................................. 15

V.4 Modèle mathématique et programme de calcul ......................................................... 16

v

V.4.1 Hypothèses ......................................................................................................... 16

V.4.2 Paramètres d’entrée ............................................................................................ 17

V.4.3 Etude paramétrique du cycle .............................................................................. 18

VI. CRITERE DE CHOIX DU SYSTEME DE REFROIDISSEMENT ......................... 21

VI.1 Dimensionnement du refroidisseur évaporatif ..................................................... 21

VI.2 Modélisation du refroidisseur ............................................................................... 23

VI.2.1 Evolution du procédé dans le diagramme d’air humide ..................................... 25

VII. MATERIEL ET METHODE ........................................................................................ 27

VII.1 Matériel de mesure ............................................................................................... 27

VII.2 Procédure de mesure ............................................................................................ 27

VIII. RESULTATS GLOBAUX ...................................................................................... 27

IX. ANALYSE ET DISCUSSION ....................................................................................... 33

X. ETUDE ECONOMIQUE .............................................................................................. 36

CONCLUSION GENERALE ............................................................................................... 41

BIBLIOGRAPHIE ................................................................................................................. 43

ANNEXES ............................................................................................................................... 42

Annexe A. Illustration d'un système de refroidissement évaporatif installé sur une turbine à

gaz ........................................................................................................................................ 42

Annexe B. Caractéristiques de l'eau dans les systèmes évaporatifs ..................................... 43

Annexe C. Principe de fonctionnement des refroidisseurs à compression mécanique ........ 44

Annexe D. Principe de fonctionnement d'une machine à absorption ................................... 45

Annexe E. Calcul de l'enthalpie de l'eau vapeur saturée en fonction de la température hv(T)

.............................................................................................................................................. 46

Annexe F. Température des gaz d'échappement turbine de puissance libre en fonction de la

puissance de l'alternateur ...................................................................................................... 47

Annexe G. Température d'entrée turbine de puissance libre en fonction de la température de

l'air ambiant .......................................................................................................................... 48

Annexe H. Organigramme du programme Matlab ............................................................... 49

Annexe I. Résultat global des mesures effectuées ............................................................... 50

vi

LISTE DES TABLEAUX

Tableau 1. Avantages et inconvénients de différentes technologies de refroidissement ......... 11

Tableau 2. Caractéristiques des différents composants de la turbine GT 35 ........................... 15

Tableau 3. Paramètres d'entrée du modèle de la turbine .......................................................... 17

Tableau 4. Résultats numériques du modèle dans les conditions standards ............................ 28

Tableau 5. Caractéristiques de fonctionnement comparatif entre les mesures effectuées et

calculs du modèle ..................................................................................................................... 29

Tableau 6. Caractéristiques du refroidisseur évaporatif à installer sur chaque refroidisseur

dimensionné ............................................................................................................................. 30

Tableau 7. Production de puissance réalisable avec le refroidisseur évaporatif dans les

conditions d'hygrométrie de 25 % ............................................................................................ 32

Tableau 8. Production de puissance réalisable avec un refroidisseur évaporatif dans les

conditions d'hygrométrie de 57 % ............................................................................................ 32

Tableau 9. Coûts d'investissement à réaliser pour la mise en œuvre du refroidisseur évaporatif

.................................................................................................................................................. 37

Tableau 10. Quantité mensuelle d'eau évaporée par le système de refroidissement ............... 38

vii

LISTE DES FIGURES

Figure 1. Organigramme du secrétariat général de la NIGELEC .............................................. 2

Figure 2. Illustration du principe de fonctionnement d'une turbine à gaz .................................. 5

Figure 3. Illustration cycle de Brayton et cycle réel dans le diagramme (T, S) ......................... 6

Figure 4. Représentation schématique du principe d'une turbine à gaz à deux arbres ............... 8

Figure 5. Représentation d'un système de refroidissement évaporatif [10] ............................... 9

Figure 6. Illustration système de refroidissement mécanique avec stockage d'eau froide [10] 10

Figure 7. Evolution mensuelle de la charge [1] ....................................................................... 12

Figure 8. Evolution du rendement de la turbine en fonction de la puissance produite ............ 13

Figure 9. Représentation de la consommation spécifique annuelle de la turbine [1] ............... 13

Figure 10. Schéma illustratif des différents organes de la turbine ........................................... 15

Figure 11. Evolution dans le diagramme d'air humide d'un processus de refroidissement par

évaporation [18] ....................................................................................................................... 25

Figure 12. Illustration du travail spécifique du compresseur et de la turbine de puissance ..... 31

Figure 13. Evolution de la production de puissance en fonction de la température d'admission

.................................................................................................................................................. 33

Figure 14. Evolution de la consommation spécifique en fonction de la température

d'admission ............................................................................................................................... 33

Figure 15. Illustration de la production d’énergie réalisable avec un refroidisseur évaporatif

pour l'année 2015 ..................................................................................................................... 35

Figure 16. Illustration de la production d'énergie réalisable avec un refroidisseur évaporatif

pour l'année 2014 ..................................................................................................................... 35

viii

LISTE DES ABREVIATIONS

Général

A surface m2

A.O.F afrique occidentale française -

Cp capacité thermique J·kg-1

·K-1

h enthalpie totale d'air J·kg-1

Hc coefficient de transfert thermique du refroidisseur W·m-2

·K-1

HR humidité relative -

ISO international standard organization -

k coefficient de compression polytropique -

débit massique kg·s-1

M masse molaire kg·mol-1

débit molaire mol·s-1

NIGELEC nigérienne d'électricité -

Nu nombre de nusselt -

Patm pression atmosphérique Pa

Pci pouvoir calorifique inferieur kJ·kg-1

Pr nombre de Prandtl

Psat pression de saturation Pa

Q puissance W

r conductivité thermique W·m-1

·K-1

Re nombre de renolds -

SAFELEC société africaine d’électricité -

T température K

TAG turbine à gaz -

V vitesse de l’air m·s-1

Vo

volume du refroidisseur

m3

Indices / Exposant

1 entrée compresseur

2 sortie compresseur

3 entrée turbine de compresseur

4 entrée turbine de puissance

5 sortie turbine de puissance

a air -

al alternateur -

cc chambre de combustion -

com combustible -

cp compresseur -

-

Lettres grecques

'efficacité du refroidisseur -

ix

rendement -

débit volumique d’air m3·s

-1

viscosité cinématique m2·s

-1

masse volumique d'aire teneur en eau kgeau·kgair

-1

1

I. Introduction

I.1 Contexte et enjeu

Le Niger, pays sahélo-saharien, enregistre de fortes demandes de puissances durant les

périodes de forte chaleur [1]. Des demandes pour lesquelles l’opérateur NIGELEC doit faire

face en faisant appel à tous les moyens de production. La hausse de température à une double

incidence : elle accroit la consommation électrique et diminue les performances du parc de

production (moteur diesel, turbine à gaz).

La hausse de température combinée à des indisponibilités des capacités de production et

à des retards dans la réalisation des investissements constituent un défi d’envergure à relever.

C’est ainsi que toutes les mesures visant à satisfaire la demande par l’amélioration des

performances du parc de production (groupe diesel, turbine à gaz) sont à considérer. A cet

effet les turbines à gaz dont les rendements sont fortement compromis en période de

températures élevées, suscitent un grand intérêt. Par conséquent il convient de les étudier.

Les rendements énergétiques de turbines à gaz sont typiquement de 30 % [2] dans les

conditions standards (ISO) employées: température ambiante 11°°C, pression ambiante

1,013 bar et l’humidité relative 60 %. Les turbines à gaz (TAG) sont des machines

productrices de puissance mécanique dont les performances sont fortement dépendantes de

l’aspect thermodynamique, de l’aspect dimensionnel, et de l’aspect conditions ambiantes [3].

Les deux premiers dépendent du constructeur ; quant au dernier il dépend des conditions

climatiques du site d’implantation. Souvent les turbines ne sont pas installées dans des

environnements idéaux, et avec l’exploitation elles subissent différents climats : chaud, froid,

humide et brouillard. Cela affecte considérablement leurs performances. Les performances

des installations ne sont pas fixées, la température ambiante influe directement sur la

puissance produite. Typiquement, pour chaque hausse d’1 °C de température ambiante, la

puissance de sortie d’une turbine à gaz diminue de 0,54 à 0,9 % [4].

Au Niger, compte tenu des températures élevées qui sont en moyenne maximale de

37 °C annuellement avec des maxima mensuel atteignant 42 °C en période de chaleur [5],

l’efficacité est compromise. La sensibilité des TAG à la variation considérable de la

température fait que leur rendement thermique d’exploitation ainsi que la puissance délivrée

se trouvent fortement affectés.

C’est dans ce contexte que l’opérateur d’électricité NIGELEC déploie les moyens

nécessaires pour augmenter les rendements énergétiques des turbines en périodes de

2

températures élevées. La technologie de fabrication de la turbine à gaz est l'une des plus

dynamiques du monde. Beaucoup de méthodes [6] sont utilisées pour l’augmentation de

puissance afin de compenser les effets des conditions ambiantes sur le rendement. L’une des

méthodes les plus utilisées est l’installation d’un système de refroidissement d’air d’admission

du compresseur sur les turbines existantes. Puisque les turbines à gaz sont des machines à

volume constant, en alimentant la turbine à gaz avec de l’air refroidi, le débit massique de ce

dernier est augmenté, permettant à la machine d’atteindre des puissances plus importantes.

Dans un pays où les températures sont élevées, les systèmes de refroidissement d’air

d’admission peuvent être une solution pertinente à la sensibilité des machines aux

températures extrêmes.

I.2 Présentation de la structure d’accueil

La société nigérienne d’électricité, NIGELEC, a pour mission de mettre à la disposition

des couches sociales de l’énergie électrique. La NIGELEC a le statut de société anonyme à

économie mixte au capital de 3356500000 FCFA, dont l’Etat Nigérien détient 94,75 % des

actions. Elle a pour objectif d’assurer la production, le transport et la distribution de l’énergie

électrique. Nous présentons à la Figure 1 l’organigramme de son secrétariat général.

Figure 1. Organigramme du secrétariat général de la NIGELEC

SECRÉTARIAT GÉNÉRAL

Ecole professionnelle d’électricité

Divion d’ordre et du courrier

Service Juridique

Direction de la distribution et marketing

Direction des ressources humaines

Direction production et transport

Direction étude et ingénierie

Direction informatique

Direction patrimoine et affaires générales

Direction comptabilité et finance

Divion administrationService

approvisionnements

Poste responsable qualité

3

I.2.1 Capacité de production

L’approvisionnement en énergie électrique est assuré principalement par les sources

suivantes :

Les interconnexions avec le Nigeria ;

Les centrales thermiques de la NIGELEC ;

La production de la SONICHAR. ;

La production d’AGGREKO

La production propre de la NIGELEC est assurée par des centrales thermiques ; il en

existe deux types, à savoir :

Les centrales isolées qui sont les seules sources d’alimentation des localités où elles

sont installées (centre isolés) ;

Les centrales dites « réserves froides » située en zone interconnectée qui ne sont

utilisées que lorsque les lignes d’interconnexion sont indisponibles ou insuffisantes

pour couvrir la demande.

Au niveau des moyens de réserve froides, on compte deux turbines à gaz d’une capacité

de 12 MW chacune, acquises en 1978 et 1980 installées sur le site de la centrale de Niamey II.

Toutefois compte tenu de la vétusté, ces machines ne produisent que 10 MW au maximum.

Un groupe diesel PC4-12 de 12 MW mis en service en 1985 et fonctionnant au diesel et au

fioul lourd est installé sur une deuxième centrale, celle de Goudel.

La distribution de l’énergie électrique sur le territoire est assurée par l’ensemble des

infrastructures du réseau caractérisé par :

Réseau MT : 3 608,41 km ;

Réseau BT : 1 837,21 km ;

5 Postes MT/MT et 1 625 Postes MT/BT.

I.2.2 Perspectives d’avenir

Les perspectives sont prometteuses compte tenu des investissements massifs réalisés, dont les

plus importants sont les projets de construction de centrales:

Centrale électrique diesel 100 MW de Gorou Banda (Niamey) : Travaux en cours ;

Centrale électrique à charbon de Salkadamna (Tahoua) 200 MW;

4

Centrale électrique solaire photovoltaïque de 20 MW.

I.3 Objet de l’étude

Les turbines à gaz actuelles de la NIGELEC qui produisent de l’électricité sont

confrontées à une baisse de régime en période de chaleur. La sensibilité des TAG aux

températures élevées de l’air ambiant du site d’exploitation fait en sorte que leur rendement

est compromis. Des récentes études ont montré qu’on peut optimiser la capacité de production

des turbines à gaz sensibles aux températures élevées par l’installation d’un système de

refroidissement d’air d’admission du compresseur.

L’objectif de cette étude est la conception et la réalisation d’un prototype de

refroidissement d’air d’admission de la turbine GT35 N°1. Il s’agit d’analyser en premier lieu

l’impact de l’élévation de la température sur la production de la turbine, puis proposer une

technologie de refroidissement adaptée au contexte technico-économique permettant

l’amélioration des performances de la turbine à gaz. Afin de bien estimer l’impact de la

température et de dimensionner le refroidisseur, un modèle mathématique de la turbine partant

des données constructeur sera élaborer sur Matlab.

I.4 Organisation de l’étude

La présente étude est réalisée au sein de la direction de la production et de transport

(DPT) de la NIGELEC. Elle s’inscrit dans le cadre de l’amélioration de la productivité du

parc de la NIGELEC. Notre travail est une contribution à l’augmentation des performances

des turbines à gaz en période de forte chaleur par l’installation d’un système de

refroidissement d’air d’admission. Il s’articule comme suit :

La première partie est consacrée à une présentation succincte des technologies des

turbines à gaz et leur mode de fonctionnement.

La deuxième partie présente une vue bibliographique sur quelques travaux effectués

concernant les différentes technologies de refroidissement d’air d’admission permettant

l’amélioration des capacités de production des turbines à gaz lorsque celles-ci sont sensibles

aux températures élevées. Enfin les deux dernières parties sont consacrées respectivement à

l’analyse des données recueillies et à la présentation d’un modèle mathématique de la turbine

à gaz, partant des données constructeur. Le modèle mathématique servira à une vérification de

l’impact de la hausse des températures sur la turbine. Enfin on présentera le dimensionnement

d’un système de refroidissement adapté et l’analyse économique.

5

II. Généralités sur les turbines à gaz

Les turbines à gaz font partie de la famille des turbomachines, définies comme des

machines dans lesquelles a lieu un échange d’énergie entre un rotor tournant et un fluide en

écoulement permanent. Leur rôle principal est la production de l’énergie mécanique à partir

de l’énergie contenue dans un hydrocarbure (liquide, gaz) [7]. Les domaines d’applications

des turbines à gaz sont nombreux, les applications les plus courantes sont situées dans la

production d’électricité et la propulsion. Les premières turbines industrielles furent conçues

dans le même esprit que les turbines à vapeur et, de ce fait, l’ensemble de la construction était

lourd et encombrant.

II.1 Principe de fonctionnement

Les turbines à gaz produisent de l’énergie mécanique à partir de la détente d’un gaz

dans une turbine. Elles sont presque toujours associées à un compresseur et une chambre de

combustion fournissant la chaleur au gaz avant sa détente dans une turbine. L’énergie

mécanique produite par la turbine est transmise au compresseur par un arbre d’entrainement.

Dans sa forme la plus simplifiée, le principe de fonctionnement des turbines à gaz est présenté

sur la (Figure 2).

Figure 2. Illustration du principe de fonctionnement d'une turbine à gaz

La turbine à gaz fonctionne suivant trois phases qui se déroulent continuellement à savoir la

compression, la combustion et la détente.

Dans un premier temps, de l’air extérieur est aspiré dans le compresseur. Le système

d’admission d’air comporte généralement un filtre d’air empêchant le passage des impuretés

dans la section compresseur. Dans le compresseur l’air ambiant est comprimé, il passe des

Chambre de

combustion

Turbine de détente

2

1

3

4

Compresseur

6

conditions (1) (pression et température) aux conditions (2) ou sa température et sa pression se

trouvent élevées.

L’air provenant du compresseur est ensuite dirigé vers la chambre de combustion.

Dans la chambre de combustion, du combustible est injecté, atomisé et mélangé avec l’air.

L’oxygène de l’air sert (partiellement ou en totalité) à la combustion. On obtient un mélange

gazeux sortant de la chambre de combustion aux conditions (3), avec un volume agrandi à

pression constante.

A la sortie de la chambre de combustion, les gaz mêlés sont évacués vers la turbine, à

travers laquelle ils se détendent. Une réduction de température et de pression se produit dans

la turbine entière. En sortie de turbine, on dispose de gaz sous pression aux conditions (4).Une

partie du travail mécanique produit par la turbine sert à entrainer le compresseur.

II.2 Cycle turbine à gaz

II.2.1 Cycle idéal de Brayton

Dans le cycle d’une turbine à gaz, le fluide du travail est le gaz (normalement air+ gaz

de combustion), qui au cours du cycle subit des changements de compression de volume et de

température. Le cycle élémentaire de la turbine à gaz est le cycle de Brayton représenté sur la

(Figure 3) dans le diagramme (T, S).

Figure 3. Illustration cycle de Brayton et cycle réel dans le diagramme (T, S)

Dans le cycle idéal de Brayton les processus: compression (1-2) et détente (3-4) se produisent

respectivement dans le compresseur et la turbine et sont supposés isentropiques, de la chaleur

est additionnée (2-3) dans la chambre de combustion. Les gaz de combustion sont rejetés dans

7

l’atmosphère en (4), et des gaz frais sont admis en (1) à la même pression. D’un point de vue

énergétique, on peut assimiler ce cycle à un cycle fermé avec un refroidissement isobare entre

(4) et (1).

II.2.2 Cycle réel

Le cycle réel de la turbine à gaz s’écarte du cycle idéal. En effet, lors des compressions

(1-2r) et détentes (3-4r), les irréversibilités (frottement, choc sur les aubages) sont

génératrices d’entropie et provoquent un échauffement de gaz plus élevé que prévu par le

cycle de Brayton (cf. Figure 3). A noter que les irréversibilités contribuent toujours à dégrader

l’efficacité de la turbine.

II.3 Technologie de turbine à gaz

II.3.1 Turbine à un seul arbre

Dans les systèmes de turbine à gaz à un seul arbre (Figure 2), un seul rotor ou turbine

est utilisé pour produire de l’énergie mécanique. Un arbre d’entrainement transmet l’énergie

mécanique au compresseur et à la charge. Les turbines à un seul arbre sont généralement

utilisées lorsqu’elles sont appelées à travailler à vitesse et à charge constante [8].

II.3.2 Turbine à deux arbres

Dans la technologie de turbine à deux arbres (Figure 4), une deuxième turbine est

présente dans le système. Le premier arbre associe le compresseur et la première turbine et

forme un système appelé générateur de gaz. Ce dernier fonctionne comme une turbine à gaz à

un seul arbre. La première turbine est chargée de fournir le travail mécanique nécessaire à la

compression. Le deuxième arbre est relié à la deuxième turbine dite turbine de puissance.

C’est cet arbre qui entraine la charge. C’est donc l’énergie des gaz sortant du générateur de

gaz qui est réellement utilisée. Dans un tel processus, un excès d’énergie est donc nécessaire à

la sortie de la première turbine pour permettre le fonctionnement de la seconde turbine. La

configuration des turbines à deux arbres s’avère très utile si une variation de vitesse et de

charge est prévisible [8], car la partie turbine de puissance peut changer de vitesse de rotation

indépendamment de la première turbine.

8

Figure 4. Représentation schématique du principe d'une turbine à gaz à deux arbres

III. Revue bibliographique système de refroidissement d’air d’admission du

compresseur

Les turbines à gaz sont souvent confrontées à une sensibilité aux conditions ambiantes,

notamment la température. Pendant les périodes de hautes températures les turbines à gaz

posent un sérieux problème de dégradation de leur capacité. En effet, lorsque la température

d’entrée du compresseur augmente avec un débit volumique constant, le débit massique

diminue, ce qui influe sur la puissance produite. Par exemple une turbine à gaz en période de

forte chaleur produit jusqu'à moins 20 % de puissance qu’en période froide [9]. Pour cela des

systèmes de refroidissement d’air sont développés afin d’augmenter les performances des

installations de turbines à gaz. Plusieurs techniques sont utilisées pour refroidir l’air

d’admission dans une turbine à gaz. Ces technologies de refroidissement peuvent être

regroupées en deux catégories :

Refroidissement par évaporation d’eau ;

Refroidissement indirect (Chillers).

Tenant compte de nombreux travaux qui couvrent ce domaine, la présente section met

en premier plan les différentes technologies de refroidissement d’air qui sont utilisées.

III.1 Refroidissement par évaporation

Les refroidisseurs évaporatifs ont été largement utilisés pendant plusieurs décennies

pour le refroidissement de l’air d’admission des turbines à gaz (Erreur ! Source du renvoi

Chambre de

combustion

Turbine de puissanceGénérateur de gaz

9

ntrouvable.). Les augmentations de puissance réalisables sur les turbines sont de l’ordre de

10 % dans les régions humide et dépassent rarement 15 % dans le climat sec [9].

Figure 5. Représentation d'un système de refroidissement évaporatif [10]

Le principe de ces dispositifs consiste à favoriser au maximum l’évaporation d’eau

(sans pulvérisation) dans l’air. Les refroidisseurs utilisés sont généralement caractérisés par

un dispositif d’humidification en forme de nid d’abeille constitué de matériau en fibre de

cellulose qui absorbe l’eau. Un système de refroidissement installé sur une turbine est

présenté en (Annexe A).

Les technologies d’évaporation d’eau utilisées pour l’amélioration des performances sont

limitées par l’humidité présente dans l’air. Pour cette raison il est difficile de réaliser plus

d’environ 10 à 12 °C de refroidissement [9].

Autre facteur qui devrait être pris en compte dans l’utilisation des systèmes évaporatif

est la qualité de l’eau. Pour éviter tout encrassement du compresseur et la corrosion dans les

sections de la turbine, une eau traitée doit être utilisée [4]. Les caractéristiques de cette eau

sont référées en (Annexe B).

III.2 Refroidissement indirect (Chiller)

Différents systèmes de refroidissement indirect d’air ont été utilisés avec succès pour

augmenter les performances des turbines à gaz. Ils vont des systèmes de refroidissement

mécanique au refroidisseur à absorption qui utilise l’énergie (des gaz d’échappements par

exemple) comme source de chaleur [10]. L’augmentation de puissance réalisable avec ces

types de systèmes est de l’ordre de 20 à 25 % [10]. De plus contrairement aux systèmes

évaporatifs, ils ne sont pas affectés par l’humidité de l’air.

La (Figure 6) illustre une installation d’un système de refroidissement mécanique sur

une turbine à gaz. Dans ce type d’installation, l’air est refroidi au contact de l’eau froide

10

produite par le système de refroidissement. Le principal inconvénient des refroidisseurs

mécaniques est leur forte consommation en d’électricité. L’élévation de puissance possible est

de 20 %, cependant c’est environ un tiers qui doit être utilisé pour assurer

l’approvisionnement en électricité du compresseur [10]. Il est recommandé que la valeur de la

température de l’air refroidi par les systèmes indirect ne soit pas en dessous de 7 °C pour

éviter la formation de la glace dans les sections du compresseur. Le principe de

fonctionnement des systèmes de refroidissement à compression mécanique est présenté en

(Annexe C)

Figure 6. Illustration système de refroidissement mécanique avec stockage d'eau froide

[10]

Avec les systèmes de refroidissement à absorption les puissances des turbines peuvent

être stimulées jusqu’à 21 % lorsque l’air est refroidi à 8 °C [10]. De plus une seule fraction de

l’énergie thermique (10 %) récupérable à partir des gaz d’échappement est nécessaire pour

fournir un refroidissement de 35 °C à 10 °C [10]. Le principe de fonctionnement des systèmes

de refroidissement à absorption est présenté en (Annexe D).

Le choix technique du système de refroidissement repose sur les conditions du site

d’exploitation mais dépend également des avantages et des inconvénients que présente chacun

des systèmes de refroidissement. Le Tableau 1 récapitule les différents systèmes abordés et

présente les avantages et inconvénients liés à chacun d’eux.

11

Tableau 1. Avantages et inconvénients de différentes technologies de refroidissement

Systèmes de

refroidissement Avantages Inconvénients

Refroidissement

par évaporation

d’eau

• Faible capital d’investissement

•Installation rapide

• Augmente la puissance des

turbines d'environ 15%

• Limités par l’humidité présente

dans l’air.

• Pas adaptés pour les régions

chaudes et humides.

• Augmentation des pertes de

charges dans les conduits d’air

•Consommation en eau importante.

Refroidissement

à compression

• Augmente la puissance des

turbines d'environ 25%

• Pas sensible à l’humidité présente

dans l’air

• Capital d’investissement élevé

• Coût d’opération et de

maintenance élevé

• Consommation en électricité

élevée

• Durée d’installation longue

Refroidissement

par absorption

• Consommation électrique très

faible;

• Sa longévité, fiable et silencieuse

• Pas sensible à l’humidité présente

dans l’air

• Augmente la puissance des

turbines d'environ 25%

• Capital d’investissement élevé

• Nécessite une maintenance très

rigoureuse

• Temps d’installation important

IV. Environnement de la turbine à gaz

L’énergie électrique est un bien indispensable pour le développement d’une économie et

d’une société en générale. Au vu de son importance capitale, il est nécessaire que les

opérateurs d’électricité assurent l’accès aux populations. L’équilibre offre-demande, doit être

satisfait à tout moment. Cependant force est de constater que cet équilibre n’est pas toujours

atteint. La hausse de la température accroit la demande et diminue les capacités de production.

La Figure 7 présente l’évolution de la charge de la région du site d’implantation de la turbine

à gaz.

12

Figure 7. Evolution mensuelle de la charge [1]

On constate en effet que la hausse de la température, entraine une augmentation de la

demande. Durant la période de forte chaleur (Mars-Mais), la demande est plus élevée que

durant toutes les autres périodes ou les températures sont plus faibles. La turbine à gaz de la

NIGELEC fonctionne en réserve, donc ne fonctionnement que lorsqu’on n’arrive pas à

couvrir la demande principalement pendant la période de forte chaleur.

V. Turbine à gaz GT35 de la NIGELEC

V.1 Rendement des turbines à gaz

Les turbines à gaz sont des machines de production de puissance mécanique possédant

un faible rendement (25 à 35 %). Ce faible rendement est dû au fait qu’une partie de la

puissance produite sert à entrainer le compresseur et une autre est perdue sous forme de

chaleur dans les gaz d’échappement. Le rendement global de la turbine appelé rendement

thermique peut être évalué par la formule suivante :

1

: Rendement thermique ;

: Puissance utile (MW) ;

: Debit combustible (kg·s-1

);

Pci : Pouvoir calorifique inférieur (MJ·kg-1

)

Au cours l’exploitation, la turbine à gaz ne fonctionne pas toujours à sa puissance de

rendement optimum. Pour un fonctionnement à une puissance donnée, le rendement de la

turbine varie. Dans le cas la turbine à gaz de la NIGELEC qui utilise du gasoil comme

combustible de Pci 43 MJ·kg-1

et avec un débit injecté de 1,35 kg·s-1

, la Figure 8 illustre

l’évolution de son rendement en fonction de la puissance produite.

13

Figure 8. Evolution du rendement de la turbine en fonction de la puissance produite

En effet, au fur et à mesure que la puissance produite augmente, le rendement thermique

d’exploitation est meilleur. Lorsqu’on fait fonctionner la turbine à une faible puissance son

rendement thermique diminue, car la chaleur fournie au gaz dans la chambre de combustion

n’est pas totalement absorbée lors de la phase de détente, une part de l’énergie est donc rejetée

dans l’atmosphère.

V.2 Analyse des données de la turbine à gaz GT35

La société nigérienne d’électricité, NIGELEC, utilise les turbines à gaz pour générer de

la puissance électrique, la turbine Stal Laval GT 35 est utilisée en réserve. De ce fait compte

tenu de son fonctionnement intermittent, il s’est avéré difficile d’analyser efficacement les

données mensuelles disponibles. Cependant nous nous limiterons à une simple observation de

la consommation spécifique mensuelle. La Figure 9 Illustre la consommation spécifique

annuelle (kg·kWh-1

) de la turbine

Figure 9. Représentation de la consommation spécifique annuelle de la turbine [1]

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

0

0,05

0,1

0,15

0,2

0,25

0,3

0,35

0,4

0,45

0,5

Janvier Février Mars Avril Mai Juin Juillet Août Septembre Octobre Novembre Décembre

Tem

pér

atu

res

max

imal

es m

oye

nn

es [

C]

Co

nso

mm

atio

n s

péc

ifiq

ue

[kg/

kWh

]

Mois

Températures moyennes maximales Consommation spécifique 2015

Consommation spécifique 2014 Consommation spécifique 2013

14

La Figure 9 illustre la sensibilité de la turbine à la variation de la température. Le

climat de la région d’implantation de la turbine est caractérisé par trois grandes saisons : La

saison froide, la saison des pluies et la saison chaude. La saison froide ou saison de basses

températures s’étend de décembre à février avec des températures moyennes maximales

enregistrées atteignant 30,2 °C et 31,33 C respectivement pour les mois de décembre et

janvier et 37,5 °C pour le mois de février. Durant la période froide, la turbine affiche une

consommation spécifique moyenne de 0,36 kg·kWh-1

. La saison chaude s’étendant de mars à

mai, enregistre les amplitudes thermiques les plus élevées de l’année, avec des températures

moyennes maximales atteignant 40 C. On enregistre une consommation spécifique moyenne

de 0,42 kg·kWh-1

pour la turbine à gaz. La période de juillet à septembre correspond à la

saison des pluies, on enregistre une consommation spécifique moyenne de 0,35 kg·kWh-1

pour des températures moyenne maximale atteignant 35 °C.

On enregistre une certaine irrégularité de la consommation spécifique de la turbine en

fonction des saisons. En effet, on constate d’une part que généralement durant les périodes de

températures élevées, la consommation spécifique de la turbine est relativement plus grande

que lorsque les températures sont basses. D’autre part la température n’est pas l’unique

facteur qui affecte les performances de la turbine. L’hygrométrie ambiante qui varie d’un

mois à un autre, et entre l’été et l’hiver fait que le rendement d’exploitation de la turbine se

trouve affecté. Pour le couple (janvier-août) et (janvier-septembre), on constate que les

températures moyennes maximales sont plus faibles (31,33 ° C) en janvier qu’en août et

septembre (32,9 °C et 34,7 C). Néanmoins la consommation spécifique est plus faible en août

et septembre (environ 0,33 kg·kWh-1

) comparativement à celle de janvier (0,35 kg·kWh-1

). Ce

phénomène inverse de la turbine peut être dû à un fort taux d’humidité qu’on enregistre

pendant le mois d’août et septembre. Pour ces mois l’hygrométrie moyenne maximale est de

l’ordre de 80 % à 90 % et la moyenne minimale 50 % à 60 %. Alors que la moyenne

maximale en janvier est de 32 %. L’augmentation du taux d’hygrométrie de l’air ambiant

entraine une augmentation de la masse d’air qui traverse la turbine. Ce qui a pour

conséquence une augmentation de la puissance produite d’où une faible consommation

spécifique. Le constat est le même pour le couple (mars-octobre), en effet malgré une

moyenne maximale de température avoisinant 38 °C pour les deux mois, on constate que la

consommation spécifique en octobre 0,34 kg·kWh-1

est plus faible que celle de mars avec une

moyenne de 0,44 kg·kWh-1

. En effet, la chaleur est plus humide en octobre avec une

hygrométrie moyenne maximale dépassant 70 % alors qu’en mars elle atteigne rarement

36 %.

15

V.3 Caractéristiques turbine GT 35

La turbine étudiée, fait partie de la catégorie des turbines à deux arbres d’une puissance

de 12 MW. Le Tableau 2 énumère les principales caractéristiques des différents composants

de la turbine.

Tableau 2. Caractéristiques des différents composants de la turbine GT 35

Modèle turbine GT 35

Type de compresseur Turbocompresseur axial

Type aube directrice du compresseur variable

Taux de compression 10

Rendement compresseur 88 %

Rendement chambre de combustion 98%

Turbine Type à deux arbres

Rendement Turbine 86 %

Nombre d'étages Turbine de compresseur 3

Nombre d'étages Turbine de puissance 3

Vitesse arbre turbine de puissance 3600 tr/min

Alternateur Bipolaire à encoches parallèles

Puissance alternateur 12 MW

Température fin de combustion 850 °C

Température en aval turbine de compression 540 °C

Température gaz échappement 390 °C

Débit volumique d’air d’admission 68 m3·s

-1

Ces caractéristiques sont celles données par le constructeur dans les conditions standards

suivantes : Température : 15 C ; Pression : 1,013 bar ; Humidité relative : 60 %. Pour mieux

comprendre et visualiser cette installation, la Figure 10 illustre les principaux organes

Figure 10. Schéma illustratif des différents organes de la turbine

16

Dans la section suivante, l’objectif sera d’essayer de créer un modèle mathématique sur

Matlab se rapprochant au maximum des données fournies par le constructeur. On utilisera

comme température d’admission de la turbine la température de référence 15 C, car c’est

dans ces conditions que le constructeur donne les performances de la machine. Ce modèle

servira ensuite de support pour faire une analyse de l’impact de la variation de la température

sur la turbine.

V.4 Modèle mathématique et programme de calcul

L’essentiel de la présente investigation a pour but de déterminer à partir du modèle

mathématique et dans les conditions standards du constructeur (Température 15 °C, Pression

1,013 bar et Humidité relative 60 %)

La consommation spécifique de combustible ;

La puissance utile ;

Les Températures aux différents points du cycle

Cette investigation permettra dans un premier lieu de comparer les résultats du modèle

conçu sur Matlab aux données fourni par le constructeur puis dans une deuxième phase

étudier dans d’autres conditions ambiantes le comportement de la turbine.

V.4.1 Hypothèses

Les hypothèses simplificatrices suivantes sont retenues pour l’élaboration du modèle.

Pas de chute de pression dans la chambre de combustion

On ne tient pas compte du mode de refroidissement des aubages

Le fluide traversant le compresseur est supposé être un mélange d’air et de vapeur

d’eau.

L’enthalpie de l’air atmosphérique est donnée par la relation [11] suivante :

Ou :

h : Enthalpie totale de l’air (J·kg-1

)

ha : Enthalpie de l’air sec (J·kg-1

)

hv : Enthalpie de vapeur d’eau (J·kg-1

)

Cp : Chaleur massique à pression constant (J·kg-1

·K-1

)

ω : Teneur en eau (kgeau·kg-1

air)

La teneur en eau s’évalue par la formule suivante

(2)

17

(

)

(3)

Avec :

Psat : Pression de saturation (Pa)

Patm : Pression atmosphérique (Pa)

HR : Humidité relative

T : Température (K)

L’enthalpie de vapeur d’eau hv est donnée approximativement par les équations [12] (cf.

Annexe E):

La chaleur massique à pression constant de l’air pour 250 K<T<1300 K est exprimée [13] par

la formule suivante :

Cp : Chaleur massique (J·kg-1

·K-1

)

T : Température (K)

Masse volumique d’air

L’air est un fluide compressible, et sa masse volumique varie fortement avec la

température. La variation de la masse volumique d’air est mise en évidence par la relation

suivante :

: Masse volumique de l’air (kg·m-3

)

(5)

V.4.2 Paramètres d’entrée

Les paramètres énumérés dans le (Tableau 3) sont les données de l’utilisateur [3].

Tableau 3. Paramètres d'entrée du modèle de la turbine

Taux de compression 10

Rendement chambre de compresseur 88 %

Rendement chambre de combustion 98 %

Condition ambiante T = 15 °C, Patm = 1,013 bar, HR = 60 %

Débit volumique d’air d’admission 68 m3·s

-1

Puissance alternateur 12 MW

(4)

18

V.4.3 Etude paramétrique du cycle

Partie Compresseur

Lors de l’admission d’air, le débit volumique reste constant. C’est le débit massique qui

change compte tenu de la sensibilité à la température de la masse volumique. Le débit

massique admis donc à une température T (K) dans le compresseur est:

: Débit massique d’air (kg·s-1

)

: Débit volumique d’air (m3·s

-1)

(6)

L’air entrant dans le compresseur axial de rendement polytropique et de rapport de

compression subit une compression. La température de sortie du compresseur est

déterminée par la relation suivante :

( ) (

)

: Température d’air d’admission (K)

: Température à la sortie du compresseur (K)

(7)

Par utilisation de la notion du rendement polytropique [14]du compresseur on a :

( )

(8)

La puissance absorbée par le compresseur est donc :

( )

Avec:

: Puissance compresseur (W)

: Enthalpie de l’air d’admission (J·kg

-1)

: Enthalpie de l’air au point 2 (J·kg

-1)

(9)

19

Partie chambre de combustion

Dans la chambre de combustion, le combustible (gasoil) est injecté par des buses puis

mélangé avec de l’air primaire (environ 1/4 du flux d’air total) et brulé sous l’action de

l’oxygène de l’air. La combustion produit une quantité de chaleur augmentant le volume et la

quantité des gaz sous pression constante. Les gaz très chauds sont ensuite mélangés avec le

reste de l’air (environ 3/4 du flux d’air total), qu’on appelle air secondaire, afin que la

température des gaz soit réduite au niveau approprié à la tenue de la turbine. On suppose donc

qu’il s’agit d’une combustion complète du gasoil de formule chimique C21H44 [15] et que le

gaz en sortie de la chambre de combustion est constitué uniquement de l’air, puisque les

produits de la combustion sont mélangés avec l’air secondaire (3/4 du flux d’air total).

L’équation de la combustion du gasoil est donnée par la relation suivante :

(10)

D’une part puisque 1/4 du flux d’air admis sert à la combustion, la masse d’air brulé dans la

chambre de combustion est donnée par l’équation suivante :

( )

(11)

: Débit air primaire de combustion

D’autre part on suppose que l’air atmosphérique est un mélange d’oxygène et d'azote. Sachant

que l’air contient 22 % de masse d’oxygène et 78 % de masse d’azote, on a le débit d’oxygène

consommé par la combustion est donnée par la relation:

( ) (12)

Soit (kg·mol-1

) la masse molaire de l’oxygène, le nombre de mole brulé dans la réaction

de combustion du gasoil donnée par la formule suivante :

( )

(13)

D’après l’équation bilan de la combustion, pour bruler une mole de gasoil, il faut 32 moles de

dioxygène. Soit , le nombre de mole suffisant de gasoil pour consommer mole de

dioxygène, On détermine par la relation de proportionnalité suivante :

20

( )

(14)

Soit la masse molaire du gasoil, le débit de gasoil brulé lors de la combustion est

donnée par la relation suivante :

( ) avec

(15)

Partie turbine

Puisque la technologie de la turbine GT35 est de type à deux arbres, donc il existe deux

sections de turbine appelées turbine de compresseur et turbine de puissance. Le travail

mécanique produit par la turbine de puissance sert à entrainer l’alternateur. C’est la puissance

produite par cette turbine qui est réellement utilisée.

( )

Avec :

: Enthalpie au point 4 (J·kg

-1)

: Enthalpie des gaz d’échappement (J·kg

-1)

(16)

Pour obtenir les températures d’entrée et d’échappement de la turbine de puissance, on utilise

les abaques issus du document d’exploitation de la turbine (cf. Annexe F et Annexe G). Le

travail mécanique produit par la turbine de compresseur sert à entrainer le compresseur, on

suppose donc que le travail du compresseur est égal au travail de la turbine de compresseur.

: Puissance du compresseur (W)

: Puissance de la turbine de compresseur (W)

(17)

L’organigramme fonctionnel du programme élaboré sur Matlab (cf. Annexe H)

21

VI. Critère de choix du système de refroidissement

Au vu des différents systèmes de refroidissement présentés, le système par évaporation

d’eau, retient notre attention, en raison de son faible coût et de son efficacité sous un climat

chaud et sec. En effet l’ampleur de l’évaporation dépend en partie de la température ambiante

et de la quantité de vapeur d’eau présente déjà dans l’air. Au niveau du site d’implantation de

la turbine, les amplitudes thermiques sont en moyenne de 37 °C annuellement, avec des

maxima quotidiens atteignant 45 °C. L’humidité relative est en moyenne de 57 %

annuellement, avec des moyennes maximales mensuelles en période chaude de 40 %. On a

donc un climat relativement chaud et sec dans cette région ou un système de refroidissement

évaporatif peut être mis en application. De plus c’est aux périodes les plus chaudes que le

refroidissement évaporatif est le plus avantageux. Ceci est particulièrement important car

c’est durant cette période que le rendement de la turbine diminue.

Actuellement compte tenu de l’utilisation de la turbine à gaz comme source froide pour

palier au forte demande de puissance électrique et vu les investissements massifs réalisés dans

la construction de la centrale de 100 MW de Gourou Banda pour satisfaire la demande

énergétique de la région, il est paru nécessaire de minimiser les coûts d’optimisation des

performances de la turbine. En effet avec la mise en service prochaine de la centrale de

Gourou Banda, la turbine sera encore moins utilisée pour produire de l’énergie.

Les économies d’énergie sont de plus en plus d’actualité, face à une consommation

exorbitante en énergie des systèmes de refroidissement. Le système évaporatif s’impose

comme une solution pour assurer un refroidissement avec une faible consommation d’énergie.

En moyenne la consommation d’énergie d’un système de refroidissement, évaporatif est

environ 4 fois inférieure [16] à celle d’un appareil classique de même puissance. La faible

consommation en énergie du système évaporatif est l’un des points important retenu dans le

choix du refroidisseur à installer.

Au regard de ce qui précède, et compte tenu des trois critères suivants : l’adaptation des

systèmes de refroidissement évaporatif au climat de la région, leur faible consommation en

énergie et le faible coût d’investissement, le choix parmi les technologies de refroidissement

d’air d’admission s’est porté sur les refroidisseurs évaporatifs.

VI.1 Dimensionnement du refroidisseur évaporatif

Généralement il est recommandé de placer le refroidisseur après le filtre d’air de la

turbine. Cette disposition permet de le protéger contre les poussières et toutes autres

22

impuretés. Dans le présent cas, l’unité d’admission d’air comportant le filtre d’air a une

hauteur de 0,61 m et une longueur de 0.61 m2 soit une surface d’aspiration de 0,37 m

2.

L’aspiration de l’air est assurée par deux ventilateurs qui soufflent un débit volumique d’air

de 68 m3·s

-1. Il est intéressant de s’attarder sur cette partie, car elle détermine principalement

les caractéristiques du refroidisseur à installer. L’essentiel de notre dimensionnement consiste

à déterminer les dimensions du refroidisseur. Selon [17], l’efficacité du refroidisseur

évaporatif dépend de sa surface et de son coefficient de transfert thermique. Il s’agira donc de

trouver un compromis entre les dimensions de notre refroidisseur et l’efficacité de ce dernier.

Disposé le refroidisseur juste après le filtre d’air d’admission nécessite d’une part la

modification de la structure de la turbine. En effet ce choix oblige la confection d’un caisson

qui contiendrait le refroidisseur et les matériels annexes nécessaires au dispositif de

refroidissement. D’autre part sur le plan technique lorsqu’on adapte ce choix d’installation il

faut tenir compte des éventuelles pertes de charges qui vont apparaitre dans la conduite d’air

d’admission de la turbine. De plus il faut prendre des mesures de précaution en installant un

casse-gouttelette d’eau pour ne pas entrainer des grosses molécules d’eau dans les sections du

compresseur. Enfin le refroidisseur à installer doit être capable de fournir un débit d’air de

68 m3·s

-1 soit 244 800 m

3·h

-1, qui correspond au débit d’air d’admission de la turbine.

Au regard de ce qui précède il est très complexe d’installer le refroidisseur juste au niveau

du filtre d’air de la turbine. Cependant il est beaucoup plus économique et fourni un air mieux

refroidi que de refroidir l’air ambiant du local de la turbine. De plus il est à noter que la

turbine GT 35 est installée à ciel ouvert car conçue pour résister aux intempéries de toutes

sortes. Fournir un tel débit avec un seul refroidisseur est difficile et nécessite un

investissement matériel énorme. Nous avons établi deux scénarios pour assurer le

refroidissement d’air d’admission du compresseur :

Scenario n°1 :

Le refroidissement est assuré par un seul refroidisseur évaporatif fournissant le débit requis de

68 m3·s

-1

Scénario n°2 :

Le refroidissement est assuré par quatre refroidisseurs évaporatifs fournissant chacun un débit

de 17 m3·s

-1.

Rappelons qu’il ne s’agit pas de refroidir l’air ambiant d’un local ou bâtiment. Dans la

présente situation l’air refroidi est directement injecté dans le compresseur à travers les

23

conduites aérauliques. Donc il n’y a pas d’élément à proprement dit qui peuvent avoir une

influence sur le bilan énergétique.

Pour les refroidisseur évaporatif ; il existe différentes variantes sur le marché, on peut citer

Celdek de Munters et Glasdek. Pour notre refroidisseur évaporatif, on choisit le modèle

Celdek.

VI.2 Modélisation du refroidisseur

L’efficacité d’un refroidisseur évaporatif dépend de sa surface et de son coefficient de

transfert thermique. L’efficacité est exprimée par la relation suivante :

A : surface du refroidisseur évaporatif (m2)

: Débit massique d’air (kg·s-1

)

: Chaleur massique d’air (J·kg-1

·K-1

)

Hc : coefficient de transfert thermique (W·m-2

·K-1

)

Les caractéristiques géométriques du refroidisseur

Soit un refroidisseur de dimensions suivantes :

L : longueur (m)

l : largeur (m)

d : épaisseur (m)

Le volume occupé par le refroidisseur est donc donné par :

(19)

Vo : volume (m3)

Surface du refroidisseur humidifié au passage de l’eau

Le modèle du refroidisseur choisi fourni une surface d’évaporation par mètre cube de

370 m2·m

-3. De ce qui précède la surface totale humidifiée au passage de l’eau dans le

refroidisseur et la longueur caractéristique est donnée par :

(20)

(21)

: Surface humidifiée (m2)

Lc : longueur caractéristique (m)

(18)

24

Pour calculer le coefficient de Nusselt (Nu), le nombre de Prandtl (Pr) et le nombre de

Reynolds (Re) les corrélations [16] suivantes sont utilisées :

(22)

(23)

(24)

: Viscosité cinématique de l’air (m2·s

-1)

: Masse volumique d’air (kg·m3)

: Conductivité thermique (W·m-1

·K-1

)

: Chaleur massique d’air (J·kg-1

·K-1

)

V : vitesse de l’air (m·s-1

)

Lc : longueur caractéristique (m)

Application numérique :

:

:

;

;

Pour ces différentes valeurs numériques la valeur du nombre de Prandtl est :

(25)

Le coefficient de transfert thermique total Hc du refroidisseur évaporatif est donné par la

formule suivante [17] en utilisant le nombre Nusselt comme suit :

Avec :

Nu : Nombre de Nusselt

r : Conductivité thermique du refroidisseur (W·m-1

·K-1

)

Lc : Longueur Caractéristique (m)

(26)

25

VI.2.1 Evolution du procédé dans le diagramme d’air humide

L’évolution de l’air à travers le refroidisseur évaporatif suit un processus

adiabatique.

A travers le refroidisseur, le transfert de chaleur et de masse entre l’air et l’eau entraine

la diminution de la température de bulbe sec (température sèche) de l’air et accroit son

humidité, d’où la température minimale qu’on pourrait atteindre est la température de bulbe

humide (température humide). L’évaporation de l’eau nécessite une quantité de chaleur

appelée « chaleur de vaporisation ». Cette énergie est prise sur l’air. Dans le système de

refroidissement par évaporation, l’énergie totale se conserve. On dit que l’air suit un

processus isenthalpique ou adiabatique. La Figure 11 illustre le trajet suivit par l’air sur le

diagramme d’air humide.

Figure 11. Evolution dans le diagramme d'air humide d'un processus de refroidissement

par évaporation [18]

L’efficacité d’un tel système est définie comme le taux entre la diminution réelle de la

température sèche et la diminution théorique maximale que la température sèche pourrait

avoir si le refroidissement était efficace à 100%.

26

(27)

De cette relation, on obtient la température a sortie de l’humidificateur

( )

: Température d’air primaire (K)

: Température d’air sortant du refroidisseur (K)

: Température de bulbe humide (K)

(28)

Pour calculer la puissance frigorifique d’un rafraîchisseur évaporatif, selon [18] on procède de

la façon suivante :

On complète le diagramme psychométrique, et on extrait la donnée enthalpie h*

(kJ·kg-1

), pour une température extérieure de 36 °C, une humidité de 30 % et un taux

efficacité du refroidisseur.

Connaissant le débit volumique d’air impulsé par le refroidisseur évaporatif, la

puissance frigorifique est déterminée par la formule suivante :

(29)

Avec :

: Puissance frigorifique (kW)

: Débit massique d’air (kg·m-3

)

: Débit volumique d’air (m3·s

-1)

Calcul du débit d’eau évaporée

Le débit d’eau évaporée est donné par la formule suivante [19]:

( ) (30)

Avec :

: Débit massique de l’eau (kg/s)

: Humidité absolue de l’air ambiant avant humidification (kgeau/kgair)

: Humidité absolue de l’air après humidification (kgeau/kgair)

27

VII. Matériel et méthode

L’étude expérimentale se limitait en grande partie à la mesure des températures de l’air

ambiant et des gaz d’échappement. Pour les mesures des puissances produites et de la

consommation en gasoil de la turbine, les données ont été récupérées au niveau de la centrale

de commande de la turbine. Dans cette section, nous présentons en premier lieu les différents

matériels de mesure utilisés puis le mode opératoire.

VII.1 Matériel de mesure

Les grandeurs mesurées sont les températures des gaz d’échappement et la température

de l’air ambiant. Pour la réalisation des mesures, l’ensemble des matériels suivants ont été

utilisées :

Un thermocouple pour la mesure de la température des gaz d’échappement

Un thermomètre numérique à infrarouge pour la mesure de la température ambiante

Un enregistreur de température

Câbles thermocouple

VII.2 Procédure de mesure

Compte tenu que la turbine à gaz est utilisée comme groupe de secours au niveau de la

NIGELEC, les mesures sont prises uniquement le jour ou la turbine était mise en marche. La

mise en marche était aléatoire et pouvait survenir à n’importe quel moment. Pour notre part

nos mesures sont généralement entre 8 h et17 h. En effet cette période correspond à nos

horaires de stage. Les mesures avaient débuté durant le mois de Novembre. Tous les matins à

notre arrivée, on installait les appareils de mesure. Le thermocouple était placé au niveau de la

cheminée d’échappement des gaz de la turbine. Les valeurs des températures étaient

enregistrées sur une cadence de 40 mn. Pour la mesure de la température de l’air ambiante, on

se servait du thermomètre à numérique à infrarouge.

VIII. Résultats Globaux

Résultats du modèle

Le modèle mathématique élaborer sur Matlab en partant des données constructeur et en

utilisant les conditions ISO (Température : 15 °C ; Pression : 1,013· bar ; Humidité relative :

60 %) comme les paramètres caractérisant les conditions ambiantes a permis d’aboutir aux

résultats énumérés dans le tableau suivant :

28

Tableau 4. Résultats numériques du modèle dans les conditions standards

Puissance

(MW)

Débit

combustible

(kg·s-1

)

Consommation

Spécifique

kg·kWh-1

(°C) (°C)

(°C)

Température

ambiante

15 °C

16,98 1,32

0,28 909 543

381

En sortie de la chambre de combustion, nous sommes à 10 bars et 989 °C au lieu de

9,6 bars et 850 °C qui sont les données fournies par le constructeur. En effet nous avons

choisi de ne pas prendre en compte la chute de pression de 4 % qui s’opère à travers la

chambre de combustion à cela s’ajoute les irréversibilités dont on a pas tenu compte. Les

irréversibilités contribuent toujours à dégrader l’efficacité de la machine. D’où le fait qu’on

ait un écart 59 °C entre les températures de fin de combustion du modèle et du constructeur.

A l’entrée et à la sortie de la turbine de puissance, on a respectivement une température

de 543 °C et 381 °C au lieu de 540 °C et 390 °C. Ces valeurs ont été obtenues en utilisant des

droites de régression linéaires représentant les abaques du document d’exploitation de la

turbine. Compte tenu qu’il s’agit donc d’une approximation des données fournies par le

constructeur, une erreur d’approximation est observable, d’où la différence 3 °C et 8°C

constatée entre les résultats du modèle et ceux du constructeur.

Nous avons un travail mécanique fourni de 16,98 MW alors qu’on veut 12 MW

d’électricité. Ce qui nous donne un rendement de 70 % pour l’alternateur et le réducteur pour

l’accouplement turbine-alternateur. Cela parait cohérent car un réducteur peut avoir un

rendement faible. De plus cet écart peut s’expliquer par le fait que les propriétés

thermodynamique des gaz brulés diffèrent sensiblement de celles de l’air. En effet dans notre

modèle, on a considéré que les gaz brulés étaient essentiellement de l’air.

De ce qui précède on peut affirmer que les résultats du modèle conçu sont tout à fait

cohérents avec les résultats du constructeur bien qu’on observe quelques différences, mais ils

sont dus principalement aux irréversibilités et aux hypothèses simplificatrices effectuées. On

peut donc utiliser ce model comme support pour estimer nos productions de puissance

lorsqu’un refroidisseur évaporatif est installé.

Résultats des mesures

Nous présentons dans cette partie (cf. Tableau 5) les résultats des mesures effectuées de

façon globale ainsi que des résultats obtenus par le modèle mathématique dans les mêmes

conditions ambiantes. Pour évaluer la bonne concordance des résultats du modèle

29

mathématique et validé ce dernier, nous effectuons un comparatif entre les résultats des

mesures et ceux obtenu par le modèle. Il est à rappeler que les mesures étaient faites à des

heures aléatoires compte tenu du statut de groupe secours que joue la turbine. L’Annexe I

présente pour chaque journée où on a eu à effectuer des mesures, la température ambiante, la

température des gaz d’échappement, la consommation spécifique, l’heure de mise en marche

et la durée de marche de la machine.

Tamb : Température ambiante (°C)

T5 : Température des gaz d’échappement (°C)

Cs : consommation spécifique (kg·kWh-1)

Tableau 5. Caractéristiques de fonctionnement comparatif entre les mesures effectuées

et calculs du modèle

Résultats

des mesures Résultats

du modèle Différence

08-nov-15

Tamb (°C) 33 306 0

T5 (°C) 427 455 28

Cs (kg·kWh-1) 0,37 0,47 0,1

15-nov-15

Tamb (°C) 35 35 0

T5 (°C) 427 460 33

Cs (kg·kWh-1) 0,5 0,5 0

18-nov-15

Tamb (°C) 34 34 0

T5 (°C) 427 458 31

Cs (kg·kWh-1) 0,4 0,48 0,08

17-déc-15

Tamb (°C) 29 29 0

T5 (°C) 425 426 1

Cs (kg·kWh-1) 0,33 0,37 0,04

Les résultats obtenus sont satisfaisants, malgré une différence notable au niveau des

températures des gaz d’échappement entre les résultats du modèle et celle des mesures. Pour

les journées du 8, 15, et 18 novembre 2015, la différence entre les températures des gaz

d’échappements du modèle et celles des mesures est en moyenne de 30 °C. Pour la

consommation spécifique, la différence maximale entre les mesures et le modèle est de

0,1 kg·kWh-1

.

Résultat dimensionnement refroidisseur évaporatif

Rappelons que le dimensionnement de notre système d’évaporation consistait

uniquement à déterminer les dimensions du refroidisseur évaporatif et son efficacité. La

30

finalité est d’estimer le gain d’énergie réalisable lorsqu’on installe un refroidisseur évaporatif.

Pour les deux scénarios de refroidissement, le Tableau 6 présente les caractéristiques obtenues

pour les différents refroidisseurs évaporatifs

Tableau 6. Caractéristiques du refroidisseur évaporatif à installer sur chaque

refroidisseur dimensionné

Scénario 1 Scénario 2

Dimension

refroidisseur

(m)

Débit

d'air

(m3·s

-1)

Efficacité

(%)

Dimension

refroidisseur

(m)

Débit d'air

(m3·s

-1)

Efficacité

(%)

Hauteur:3,6

Largeur:2,5

Epaisseur:0,3

68 74

Hauteur:2,5

Longueur:2

Epaisseur:0,3

17 80

L’efficacité d’un refroidisseur évaporatif dépend ses caractéristiques dimensionnelles.

Pour les deux scénarios de refroidissement établis, on obtient une efficacité de 74 % et 80 %

respectivement pour le scénario 1 et 2. Pour le scénario 1 afin de parvenir à une telle efficacité

et fournir le débit requis de 68 m3·s

-1, il a fallu un refroidisseur évaporatif de hauteur 3,6 m,

largeur 2,5 m et une épaisseur de 0,3 m. Concevoir un refroidisseur d’envergure exige un

financement matériel énorme. Concernant le scénario 2 qui consacre 4 refroidisseurs

évaporatifs fournissant chacun un débit de 17 m3·s

-1, un refroidisseur évaporatif de dimension

suivante : hauteur 2,5 m, largeur 2 m et une épaisseur de 0,3 m est utilisé pour chaque

refroidisseur. Ce choix de débit n’est pas un hasard, il s’inscrit dans la gamme des débits

disponibles auprès des constructeurs de refroidisseur évaporatif contrairement au débit du

scénario 1. Malgré cet avantage d’avoir des refroidisseurs disponibles auprès des

constructeurs, il s’avère intéressant d’adapter le scénario 1. En effet utilisé 4 refroidisseurs

peut engendrer une augmentation de la consommation d’eau et d’électricité. De plus

l’installation d’un système refroidisseur qui fournirait directement l’air refroidi au

compresseur est très complexe. Le débit fourni ne peut être le seul critère à retenir même s’il

est le plus important.

Pour mieux apprécier l’effet de la température sur les performances de la machine, et les

améliorations qu’apportent l’installation d’un refroidisseur évaporatif, la Figure 12 montre la

distribution du travail spécifique du compresseur et du travail de la turbine puissance et les

Tableau 7, Tableau 8 présentent les résultats obtenus par le scénario 1 dans des conditions

d’hygrométrie de 25 % et 57 %. Ces conditions climatiques correspondent respectivement à

l’hygrométrie minimale et maximale de la région d’implantation de la turbine. C’est sur cette

31

base que nous allons évaluer l’impact d’un dispositif de refroidisseur évaporatif sur la turbine

à gaz.

Figure 12. Illustration du travail spécifique du compresseur et de la turbine de puissance

Il apparait clairement que la température a un effet sur le travail nécessaire à la

compression. On constate que, plus la température s’élève, et plus le travail du compresseur

augmente, pour le même rapport de compression tandis que le travail de la turbine de

puissance suit une évolution contraire. En plus d’avoir une augmentation du débit massique

d’air lorsqu’on diminue la température de l’air ambiant, le travail du compresseur diminue.

Minimiser le travail du compresseur et accroitre le travail de la turbine de puissance, est aussi

l’un des phénomènes qu’on peut exploiter avec l’installation des refroidisseurs d’air

d’admission. On constate que lorsque la température ambiante augmente, la température à la

sortie du compresseur augmente permettant l’augmentation du travail spécifique du

compresseur. Rappelons brièvement le processus de fonctionnement d’une TAG à deux

arbres. Elle possède une turbine de compresseur pour entrainer le compresseur et une turbine

de puissance pour entrainer la charge ou l’alternateur. Lorsque le travail du compresseur

diminue, parallèlement la puissance mécanique produite par la turbine de compresseur

diminue car celle-ci a pour rôle de faire fonctionne le compresseur. Donc les gaz s’échappant

de la turbine de compresseur sont plus chargés en énergie pour faire tourner la turbine de

puissance. Ainsi le travail mécanique produit par la turbine de puissance est plus important.

Ce qui permet d’atteindre des productions de puissances considérables lorsqu’on installe des

systèmes de refroidissement comme le montre les tableaux suivants.

32

Tableau 7. Production de puissance réalisable avec le refroidisseur évaporatif dans les

conditions d'hygrométrie de 25 %

Température d'admission

°C

Puissance produite

(MW)

Consommation spécifique

(kg·KWh-1

)

Avant

refroidisseur

Apres

refroidisseur

Sans

refroidisseur

Avec

refroidisseur

Sans

refroidisseur

Avec

refroidisseur

25 15,21 14 16,91 0,3298 0,2812

26 15,91 13,34 16,67 0,3434 0,2845

28 17,31 12,7 16,2 0,3583 0,2914

30 18,71 12,54 15,72 0,38 0,2987

32 20,12 9,72 15,26 0,41 0,3064

34 21,55 9,27 14,79 0,45 0,3146

36 23 8,82 14,32 0,5028 0,3234

38 24,44 8,37 13,84 0,5261 0,3328

40 26 7,93 13,37 0,5517 0,3429

Tableau 8. Production de puissance réalisable avec un refroidisseur évaporatif dans les

conditions d'hygrométrie de 57 %

Température d'admission

(°C)

Puissance produite

(MW)

Consommation spécifique

(kg/KWh)

Avant

refroidisseur

Apres

refroidisseur

Sans

refroidisseur

Avec

refroidisseur

Sans

refroidisseur

Avec

refroidisseur

25 18,78 14 15,7 0,3298 0,2991

26 20,52 13,34 15,1 0,3434 0,3086

28 22,28 12,7 14,55 0,3583 0,319

30 24,07 12,54 13,96 0,38 0,3303

32 25,9 9,72 13,37 0,41 0,3428

34 27,77 9,27 12,77 0,45 0,3566

36 29,69 8,82 12,17 0,5028 0,4

38 31,67 8,37 10,8 0,5261 0,43

40 33,7 7,93 9,33 0,5517 0,4785

Dans les deux situations d’hygrométrie de 25 % et 57 %, on observe une augmentation

significative de la puissance produite et une diminution de la consommation spécifique.

D’autre part, l’amélioration des performances est meilleure dans les conditions d’hygrométrie

de 25 % que pour une hygrométrie de 57 %.

33

IX. Analyse et discussion

Les résultats obtenus dans les conditions d’humidité 25 % et 54% (cf. Tableau 7 et

Tableau 8) montrent que le refroidisseur du scénario 1 peut offrir respectivement jusqu'à

10 C et 5 °C de refroidissement spontané. Ce qui représente une véritable alternative quand

on sait que pour chaque hausse d’1 °C de la température ambiante la puissance de sortie peut

diminuer de 0,54 % à 1 %.[4]. Pour mieux apprécier les caractéristiques de fonctionnement de

la turbine lorsque le scénario 1 de refroidissement est appliqué, la Figure 13 présente la

sensibilité de la puissance à la variation de la température et la Figure 14 l’évolution de la

consommation spécifique.

Figure 13. Evolution de la production de puissance en fonction de la température

d'admission

Figure 14. Evolution de la consommation spécifique en fonction de la température

d'admission

34

Comme prévu, plus la température de l’air ambiant augmente et plus la production de

puissance diminue. A titre illustratif pour une température de 25 C, la puissance produite sans

refroidisseur est de l’ordre 14 MW, alors que pour une température ambiante de 40 C, la

puissance produite est d’environ 7,93 MW. Typiquement cela donne pour chaque hausse

d’1 C de la température, une baisse de puissance de 0,34 MW soit 2 %. Cette baisse de

puissance a pour conséquence une augmentation de la consommation spécifique de la turbine

qui passe de 0,32 kg·kWh-1

à 0,55 kg·kWh-1

. A débit combustible constant la hausse de la

température entraine une augmentation de la consommation spécifique.

Refroidir l’air d’admission s’avère augmenter les productions de puissance. En effet, on

constate que dans les deux cas de conditions d’hygrométries, la présence du refroidisseur

permet l’augmentation de puissance produite. Pour une température ambiante atteignant 40 C,

et une hygrométrie de 25 % et 57 %, on a respectivement une production de puissance de

l’ordre de 13,37 MW et 9,33 MW. La faible production de puissance malgré la présence d’un

refroidisseur dans le cas d’une humidité de 57 % est dû au fait que, plus l’air ambiant est

chargé en humidité, plus son refroidissement par un système évaporatif est minime. Donc à la

sortie du refroidisseur, on ne dispose pas d’une température suffisamment basse pour

minimiser le travail du compresseur et avoir un débit massique important. Par conséquent

durant les mois à l’hygrométrie élevée principalement août à octobre, où l’hygrométrie

maximale dépasse 78 %, les refroidisseurs évaporatifs seraient peu prolifiques. Aussi, on

remarque que pour des températures plus basses, dans les deux cas d’hygrométrie, il n’y a pas

une grande différence dans la production puissance. A la température de 25 C et une

hygrométrie de 25 %, la puissance produite s’élève à 16,91 MW, alors que pour la même

température et une hygrométrie de 57 % la puissance produite est de 15,7 MW.

La Figure 14 montre que la baisse de la température à un effet aussi sur la

consommation spécifique de la turbine. Lorsque la température décroit la consommation

spécifique décroit aussi. Donc pour une même production de puissance, on consomme plus de

gasoil quand la température est élevée que lorsqu’on a une faible température d’admission. A

titre illustratif pour une température de 25 C et une hygrométrie de 57 %, la consommation

spécifique est à 0,33 kg·kWh-1

, par contre lorsqu’on utilise le refroidisseur qui abaisse la

température jusqu'à 19 C, la consommation spécifique se fixe à 0,28 kg·kWh-1

.

En somme, la nette variation des performances de la turbine en fonction de la

température, est due d’une part à l’augmentation du débit massique d’air, mais aussi d’autre

part à la diminution du travail du compresseur.

35

Dans la partie suivante, il est question d’estimer le gain d’énergie qu’on peut avoir en

installant le système de refroidissement. Comme la machine à un fonctionnement aléatoire, il

est difficile d’estimer avec exactitude le temps de fonctionnement total durant toute une

année. Néanmoins pour les besoins de calculs, nous avons décidé de prendre le temps de

fonctionnement aux différents mois de l’année 2015 et 2014.

Rappelons que le modèle mathématique de la turbine que nous avons établi fourni une

puissance mécanique et non électrique. Le rendement des alternateurs est compris entre 88%

et 95 %. Nous utilisons un rendement de 88 % pour l’alternateur pour la détermination de

l’énergie électrique. De plus on supposera qu’en moyenne par mois, on a une production de

11 MW de puissance mécanique. En effet notre modèle donne la puissance maximale qui peut

être obtenue, or cette puissance n’est pas produite sur tout le mois, car la charge est variable.

Les Figure 15 et Figure 16 illustrent de façon explicite le surplus d’énergie acquis en

installant le refroidisseur à évaporatif. Il est important de savoir si la capacité de

refroidissement d’air d’admission du système évaporatif est largement suffisante pour couvrir

toute l’année.

Figure 15. Illustration de la production d’énergie réalisable avec un refroidisseur

évaporatif pour l'année 2015

Figure 16. Illustration de la production d'énergie réalisable avec un refroidisseur

évaporatif pour l'année 2014

0

500

1000

1500

2000

2500

Janvier Février Mars Avril Mai Juin Juillet Aout Septembre Octobre Novembre Décembre

Pro

du

ctio

n d

'en

erg

ie [

MW

h]

Mois

Energie produite en 2015

Energie produite avec refroidisseur

36

Il est évident que les systèmes évaporatifs peuvent accroitre la production de puissance,

mais le plus important est de savoir le surplus d’énergie réalisable au cours d’une année.

L’analyse des Figure 15 et Figure 16 relèvent que pour les deux années retenues pour

l’examen, le système évaporatif arrive à couvrir les charges avec un surplus d’énergie. En

effet sur les années 2015 et 2014 respectivement, les relevés statistiques montrent que la

turbine à une production totale de 4302 MWh et 2071 MWh, alors qu’avec la mise en place

du dispositif de refroidissement on peut enregistrer jusqu’à 4818 MWh pour l’année 2015 et

2506 MW pour l’année 2014. Soit une production supplémentaire d’énergie de 11 %

(516 MWh) en 2015 et 17 % (435 MWh) en 2014.

Durant les périodes de basse température, où la moyenne minimales des amplitudes

thermiques atteint respectivement 17 °C en janvier et décembre puis 22 °C en février,

l’influence du dispositif de refroidissement sur l’augmentation de puissance est réduit, car on

dispose déjà des conditions ambiantes proche des conditions standards du constructeur et de

plus, l’activité de la turbine durant cette période est très réduite. En somme durant 8 mois sur

12 le dispositif de refroidissement peut améliorer les performances de la turbine.

Particulièrement pendant la période de chaleur quand la demande d’énergie est élevée, le

dispositif de refroidissement évaporatif s’avère être un atout pour accroitre la production

énergétique. La période de chaleur s’étendant de mars à mai enregistre une production totale

de 2178 MWh en 2015 alors qu’avec l’utilisation d’un refroidisseur évaporatif on aurait

augmenté la production pour atteindre 2952 MWh.

X. Etude économique

Apres avoir déterminé le supplément d’énergie réalisable avec le dispositif de

refroidissement, cette section se consacre à l’étude de la faisabilité économique d’une telle

réalisation.

Coûts des investissements initiaux

Le coût d’investissement représente le montant financier total nécessaire pour mettre en

œuvre le dispositif de refroidissement évaporatif.

Ils se répartissent en deux grandes composantes à savoir : les coûts directs et les coûts

indirects

Le Tableau 9 présente l’ensemble des dépenses à réaliser pour la mise en place du

dispositif de refroidissement.

37

Tableau 9. Coûts d'investissement à réaliser pour la mise en œuvre du refroidisseur

évaporatif

Coût direct

Numéro d’ordre Désignation et fournitures

Quantité

Prix unitaire

(FCFA)

Prix total

(FCFA)

I Etude d’avant-projet et coût d’analyse

10 000 000 10 000 000

II Principaux équipements

II.1 Refroidisseur 1 25 000 000 25 000 000

II.2 Conduite aéraulique 1 5 000 000 5 000 000

II.3 Coffret de commande et accessoires

1 5 000 000 5 000 000

Services auxiliaires 1 1 000 000 1 000 000

II Aménagement III.1 Travaux génie civil 5 000 000 5 000 000 III.2 Construction métallique 10 000 000 10 000 000 III.3 Installation des équipements

5 000 000 5 000 000

Montant HT 66 000 000

Coût indirect

Ingénierie et direction

IV.1 Préparation cahier de charge, tirage des « bleus »

500 000 500 000

IV.2 Travaux ingénierie

7 500 000 7 500 000

V Apprivoisement du chantier Transport des équipements

- 750 000 750 000

V Imprévu 2 000 000 2 000 000

Montant HT 10 750 000

Coût d’investissement total

Total montant HT

TVA 18 %

Total montant TTC

76 750 000

13 815 000

90 565 000

Coût de fonctionnement ou de production

Le coût de fonctionnement désigne les dépenses nécessaires pour assurer le

fonctionnement du dispositif de refroidissement. Dans le présent cas il est principalement lié à

la quantité d’eau, à l’énergie électrique qui sera consommée annuellement par le dispositif de

refroidissement, et les frais d’entretien.

38

Notons :

F1 : Coût annuel de la consommation en eau (FCFA)

F2 : Coût annuel de la consommation électrique (FCFA)

F3 : Coût annuel de l’entretien (FCFA)

CF : Coût de fonctionnement total (FCFA)

Qeau : Quantité d’eau consommée (m3)

Eelec : L’énergie consommée (kWh)

(31)

La quantité d’eau consommée au cours d’une année est déterminée par l’équation (30). Le

Tableau 10 fourni la quantité d’eau consommée pour chaque mois de l’année.

Tableau 10. Quantité mensuelle d'eau évaporée par le système de refroidissement

Humidité absolue

avant humidification

(kgeau·kgair-1

)

Humidité absolue

après humidification

(kgeau·kgair-1

)

Débit

massique

d'air (kg·S-1

)

Temps de

marche

(S)

Quantité d'eau

consommée

(m3)

Hygrométrie

Janvier 32% 0,0088 0,0128 79 7686 2,4

Hygrométrie

Février 30% 0,0123 0,0175 77 6374 2,6

Hygrométrie

Mars 27% 0,0117 0,0175 77 53742 24

Hygrométrie

Avril 42 % 0,0205 0,0237 76 151722 37

Hygrométrie

Mai 59% 0,0326 0,0337 76 410256 34,30

Hygrométrie

Juin 71% 0,0335 0,0337 77 421272 6,5

Hygrométrie

Juillet 83%

Evaporation d'eau quasi-impossible car l'Hygrométrie ambiante trop élevée Hygrométrie

Aout 91%

Hygrométrie

Septembre

85%

Hygrométrie

Octobre 71% 0,029 0,0318 77 16416 3,53

Hygrométrie

Novembre

46%

0,018 0,0198 77 23400 3,2

Hygrométrie

Décembre 35% 0,0091 0,012 80 8820 2

39

La quantité d’eau totale consommée en une année est :

Le cout annuelle de la consommation d’eau s’élève à :

(32)

NB : Prix eau au m3=125 FCFA

L’énergie électrique consommée annuellement par le refroidisseur est donnée par la suivante

( )

(33)

NB : La Puissance électrique est une moyenne représentant la puissance électrique de la

pompe et du ventilateur.

(34)

NB : Prix du kWh=100 FCFA

L’entretien du système de refroidissement est une opération nécessaire pour garantir le bon

fonctionnement, éviter les pannes et éviter le développement de la légionellose. Pour notre

système de refroidissement un entretien mensuel est prévu pour assurer son bon

fonctionnement. Un coût forfaitaire mensuel de 10 000 FCFA est estimé pour l’entretien du

refroidisseur. Le coût d’entretien annuel est donc :

FCFA

(35)

Ainsi donc le coût de fonctionnement est déterminé par la formule suivante :

(36)

40

Economie annuelle réalisable

L’évaluation du supplément d’énergie réalisable annuellement, a permis d’augmenter les

capacités de l’ordre de 11 % en 2015 à 17 % en 2014. En considérant annuellement un

supplément moyen d’énergie possible de 410 MWh avec l’installation d’un dispositif de

refroidissement, le gain sur le plan financier réalisable est calculé comme suit :

( )

(29)

Le temps de retour sur investissement

(30)

Le temps de retour sur investissement est plus de 2 ans.

41

Conclusion générale

La variation des conditions climatiques entre les saisons est permanente. Les turbines

à gaz subissent différents climats au cours de leur cycle de vie qui fait en sorte que la

production de puissance ne soit pas fixe.

Les travaux présentés dans ce document se situent dans le cadre de l’amélioration des

capacités de production de la NIGELEC à travers les turbines à gaz. Les principaux objectifs

étaient l’étude des systèmes de refroidissement d’air d’admission possible pouvant accroitre la

production de puissance et le dimensionnement d’un prototype adapté au contexte de la TAG

de la NIGELEC.

La première partie a été consacrée à l’analyse des données statistiques disponible sur

la turbine. L’analyse de la consommation spécifique révèle une nette variation entre les

périodes à amplitudes thermique faible et les périodes à amplitude thermique élevées. En

effet, on constate qu’avec la hausse de la température ambiante la consommation augmente.

Dans la seconde partie la modélisation de la turbine en partant des données

constructeur a permis d’évaluer théoriquement l’influence de la température sur les

paramètres de production. Il est apparu d’une part que pour chaque hausse d’1 C de la

température la puissance diminuait de 2 %. Aussi, l’élévation de la température de l’air

d’admission à un effet sur le travail du compresseur. Lorsque la température augmente, le

travail spécifique du compresseur augmente entrainant par conséquent une diminution du

travail de la turbine de puissance accouplée à l’alternateur.

Dans la partie suivante un dispositif de refroidissement évaporatif, d’une efficacité de

74 % modélisé avec la turbine a permis d’estimer les améliorations réalisables sur les

performances de la turbine. Les résultats du refroidisseur montrent qu’on peut assurer sur

toute l’année un refroidissement spontané minimum de 5 C et maximum de 10 C. La

première constatation du refroidisseur sur le modèle de la turbine est l’augmentation de la

puissance produite selon la température de soufflage. Dans le cas d’une température de 40 °C

et une humidité de 25 % et 57 %, on a respectivement une puissance produite de 11,6 MW et

8,3 MW, soit une augmentation de l’ordre de 26 % et de 13 %. Certes la puissance de sortie

augmente, mais la turbine avec le refroidisseur évaporatif est confrontée à une faible

production lorsque le taux d’humidité est relativement élevé. Ainsi le dispositif de

refroidissement évaporatif permettrait de couvrir les charges de refroidissement d’air

d’admission durant 8 mois compte tenu de la forte humidité pendant la période d’août à

octobre. (Humidité maximale dépassant 78 %). L’augmentation d’énergie réalisable au cours

42

d’une année est estimée en moyenne entre 435 MWh et 516 MWh, soit une augmentation

moyenne annuelle de 16 %.

Au regard de ce qui précède, le dispositif est réalisable économiquement et permettrait

l’amélioration des performances de la turbines.

Cette étude a permis de mettre en évidence l’influence de la température sur les

performances d’une turbine à gaz. La présence d’un refroidisseur évaporatif d’air d’admission

modifie bien le fonctionnement, et les performances de la turbine à gaz.

43

Bibliographie

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d’ingénierie: Génie Énergétique et Électrique, Institut International de l’Eau et de

l’Environnement, 2IE, Ouagadougou.

42

Annexes

Annexe A. Illustration d'un système de refroidissement évaporatif installé sur une turbine à gaz

43

Annexe B. Caractéristiques de l'eau dans les systèmes évaporatifs

Constituants PPM

Calcium 50-100

Chlorure < 40

Fer < 0,2

Vanadium < 1

Plomb < 1

Huile et graisse < 2

Total solide dissous < 500

PH 7-8

44

Annexe C. Principe de fonctionnement des refroidisseurs à compression

mécanique

A l’entrée du compresseur, le fluide frigorigène est à l’état vapeur et à basse pression.

Le compresseur comprime le fluide frigorigène pour augmenter sa pression et sa

température. A la sortie du compresseur le fluide se à l’état vapeur et haute pression.

En passant dans le condensateur, le fluide frigorigène (à haute température) cède son

énergie thermique. De ce fait, le fluide frigorigène se condense et passe à l’état

liquide. L’énergie récupérée au condensateur est envoyée à l’extérieur du

condensateur. Le fluide quitte le condensateur à l’état liquide et sous haute pression.

Lorsque le fluide frigorigène traverse le détendeur, sa pression ainsi que sa

température diminuent. Le détendeur permet également de régler le débit de fluide

frigorigène parcourant le circuit fermé.

En passant dans l’évaporateur, le fluide frigorigène (à basse température) capte

l’énergie thermique. De ce fait le fluide frigorigène s’évapore et passe à l’état vapeur,

il est renvoyé à l’entrée du compresseur est le cycle reprend.

45

Annexe D. Principe de fonctionnement d'une machine à absorption

Dans le désorbeur la solution eau + bromure de lithium est portée à l’ébullition grâce à

un apport de chaleur récupérée des gaz d’échappement de la turbine. Le fluide

frigorigène ou eau est transformé en vapeur et envoyé dans le condenseur. Il reste

donc dans le désorbeur une solution pauvre en fluide frigorigène et concentrée en

bromure de lithium qui va rejoindre l’absorbeur.

Arrivant au condenseur, sous forme vapeur, le fluide frigorigène se condense au

contact d’un échangeur ou refroidisseur alimenté en eau refroidi par l’air extérieur et

retourne dans l’évaporateur.

Dans l’évaporateur la pression étant inférieure à celle du condensateur, une partie du

fluide admis va se vaporiser à une température d’environ 5°c et refroidir l’eau du

circuit d’utilisation circulant dans un faisceau de tubes à l’intérieur de l’évaporateur.

Le fluide vaporiser et ensuite admis à l’absorbeur.

Le fluide frigorigène en phase vapeur s’écoule dans l’absorbeur contenant le bromure

de lithium. Ce sel qui présente une grande affinité avec la vapeur d’eau va

emmagasiner (absorber) le fluide frigorigène. La solution de bromure diluée est alors

pompée vers le désorbeur et le cycle recommence

46

Annexe E. Calcul de l'enthalpie de l'eau vapeur saturée en fonction de la

température hv(T)

Pour les besoins de calcul on pose :

(

)

(

)

(

)

(

)

L’enthalpie de l’eau vapeur saturée hv (J·kg-1

) en fonction de la température est donnée par

formule suivante:

47

Annexe F. Température des gaz d'échappement turbine de puissance libre en

fonction de la puissance de l'alternateur

48

Annexe G. Température d'entrée turbine de puissance libre en fonction de la

température de l'air ambiant

49

Annexe H. Organigramme du programme Matlab

Entrée caractéristiques de la turbine

; ; ; ; PCI; Puissance alternateur

Entrée Conditions ambiantes

288< T(k) < 318, Patm(Pa), HR

Calculs débit massique (Qm)

entrée compresseur et

températures T2 et Pression

P2

Calcul le débit de combustible

(Qc) et chaleur fournie à la

combustion

Calcul T4 (K) et T5 (K)

à travers un sous

programme

Calcul puissance

Turbine de puissance

(Pu) et température

T3 (K)

Affiche « Conditions non

conformes au model »

« Température T2 T3 T4 et T5; Puissance compresseur,

Puissance Turbine de Puissance, Débit combustible et

consommation spécifique (Cs) »

Début

Fin

NonOui

50

Annexe I. Résultat global des mesures effectuées

03-nov-15

Température ambiante (°C) 33,4

Température gaz d'échappement (°C) 410,2

Heure de démarrage 10h35

Durée de mise en marche (h) 0,7

Consommation spécifique (kg/kWh) 0,41

08-nov-15

Température ambiante (°C) 30,6 33 33 34

Température gaz d'échappement (°C) 424,3 428 427 428

Heure de démarrage 10h15 10h45 11h25 12h05

Durée de mise en marche (h) 1,88

Consommation spécifique (kg/kWh) 0,372

15-nov-15

Température ambiante (°C) 35 35

Température gaz d'échappement (°C) 428 426

Heure de démarrage 13h43 14h23

Durée de mise en marche (h) 1,31

Consommation spécifique (kg/kWh) 0,49

18-nov-15

Température ambiante (°C) 31 33 34,2 34 35 34,5 34 34

Température gaz d'échappement (°C) 425 427 427 427,2 427 428 426,8 428

Heure de démarrage 11h33 12h13 12h53 13h33 14h13 14h53 15h33 16h13

Durée de mise en marche (h) 4,63

Consommation spécifique (kg/kWh) 0,43

17-déc-15

Température ambiante (°C) 28 30 30

Température gaz d'échappement (°C) 425,3 425 424

Heure de démarrage 13h18 13h58 14h38

Durée de mise en marche (h) 1,85

Consommation spécifique (kg/kWh) 0,33